Расчет шарнирно-рычажных механизмов

Расчет шарнирно-рычажных механизмов

1. Структурный анализ главного механизма

рис.1

1.1 Кинематическая схема главного механизма (рис. 1)

По формуле Чебышева определим число степеней подвижности механизма:

W = 3n-2p₅-p₄=3*5-2*7-0 = 1,

где 5 = n - число подвижных звеньев;

p₅=7 - число кинематических пар 5-го класса; 0= p₄ -

число кинематических пар 4-го класса.

1.2 Построение структурной схемы механизма (рис. 2)

рис. 2

Выделим структурные группы (рис. 3):

рис 3

группа из звеньев 4 и 5, первая в порядке образования механизма; группа из звеньев 2 и 3, вторая в порядке образования механизма; 1-й класс по Баранову; 2-й порядок. 2-й класс по Артоболевскому.

2. Кинематическое исследование главного механизма

2.1 Определение масштаба длин

Для построения планов положения механизма необходимо определить масштаб длин по формуле:

м/мм,

где l_OA = 0,044 м - истинная длина кривошипа (звено 1); 44 = ОА мм - отрезок, изображающий на кинематической схеме длину кривошипа (задан призвольно).

Длины отрезков на чертеже:

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм.

2.2 Построение кинематической схемы главного механизма

В масштабе м/мм, строим кинематическую схему главного механизма в восьми положениях с общей точкой О, включая положения, где ползун 5 занимает крайнее верхнее и нижнее положения (прил. А, лист 1), разделив

ц_рх=195^о и ц_хх=165^о на 4 части каждый.

2.3 Построение планов скоростей

Запишем векторные уравнения для построения планов скоростей структурных групп:

а ) группа 2 - 3

(2.1)

где V_D=0, так как точка неподвижна,

V_А=щ_1*l_ОА=6,385_*0,044=0,28094 м/с, V_ВА?ВA, V_ВD?ВD, V_В3=V_В2, щ₁===6,385 с^-1

Масштабный коэффициент для построения планов скоростей определяем по формуле:

 м/с_*мм,

где 40 мм - отрезок, изображающий на плане скоростей величину скорости т.А (задан призвольно).

Из плана скоростей находим:

м/с;

м/с;

м/с;

м/с;

с^-1;

с^-1;

Длины отрезков as₂ и ds₃ на планах скоростей находим из пропорций:

; ;

б) группа 4 - 5

(2.2)

где V_C0=0, V_5-0РРу, V_CB?СВ.

Из плана скоростей находим:

, м/с;

, м/с;

, с^-1;

м/с;

Длину отрезка bs₄ на планах скоростей находим из пропорции:

.

Результаты вычислений сводим в таблицу 1

Таблица 1

Положе ние	Рабочий ход
	VBA	VBD	щ2	щ3	VS2	VS3	щ4	VS4	V5-0	VCB
0	0	0	0	0	0	0	0	0	0	0
1	0,3255	0,182	1,904	1,04	0,203	0,0917	1,04	0,175	0,21	0,182
2	0,147	0,238	0,86	1,36	0,266	0,13728	1,36	0,21	0,105	0,266
3	0,147	0,2744	0,86	1,568	0,2625	0,138	1,56	0,1435	0,105	0,238
	Холостой ход
4	0	0	0	0	0	0	0	0	0	0
5	0,245	0,231	1,433	1,32	0,2436	0,11616	1,312	0,1316	0,0875	0,2296
6	0,147	0,3395	0,86	1,94	0,2905	0,17072	1,92	0,2485	0,252	0,336
7	0,0315	0,2555	0,184	1,46	0,2065	0,12672	1,44	0,2345	0,28	0,252

2.3. Построение планов ускорений.

Запишем векторные уравнения для построения плана ускорений структурных групп для положения №3 механизма:

а)группа 2 - 3

(2.3)

где а_D=0, так как точка D неподвижна, м/с², м/с², м/с², , .

Масштабный коэффициент для построения плана ускорений определяем по формуле:

м/с²_*мм,

где 60 мм - отрезок, изображающий на плане ускорений величину ускорения т.А (задан призвольно).

Длины отрезков на плане ускорений:

мм,

мм.

Из плана ускорений находим:

м/с²

м/с²

м/с²

м/с²

м/с².

Длины отрезков as₂ и ds₃ на планах скоростей находим из пропорций:

; ;

Угловые ускорения звеньев определяем по формулам:

с^-2;

с^-2;

б)группа 4 - 5

где а_С0=0, так как точка С₀ неподвижна; , так как звено 5 совершает поступательное движение, щ₅ =0

м/с²; , .

Длины отрезков на плане ускорений:

мм.

Из плана ускорений находим:

м/с²

м/с²

м/с².

Длину отрезка bs₄ на плане ускорений находим из пропорции:

.

Угловое ускорение звена 4 определяем по формуле:

с^-2;

3. АНАЛИЗ И СИНТЕЗ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА

3.1 Кинематическая схема зубчатой передачи

Исходные данные:

3.2 Общее передаточное отношение зубчатой передачи

Определим общее передаточное отношение зубчатой передачи и число зубьев .

где

где -

передаточное отношение планетарного механизма;

отсюда ,

округляем до целого

Проверим для планетарной передачи условия:

· соосности:

· соседства:

где- число блоков саттелитов (задаётся); - коэффициент высоты головки зуба.

· сборки:

где Q - любое целое число; L - наименьший общий делитель чисел и , в моём случае L=3.

Условие сборки выполняется.

3.3 Синтез зубчатого зацепления

Зубчатое зацепление состоит из колёс Считаем, что зубчатые колёса - прямозубые эвольвентные цилиндрические, нарезанные стандартным реечным инструментом.

3.3.1. Определяем:

· коэффициенты смещения реечного инструмента из условия устранения подреза:

для колеса

для колеса

так как

· угол эксплуатационного зацепления

По значению найдём угол

· коэффициент воспринимаемого смещения

· коэффициент уравнительного смещения

· радиальный зазор

( - коэффициент радиального зазора);

· межосевое расстояние

· радиусы делительных окружностей

· радиусы основных окружностей

· радиусы начальных окружностей

(проверка: );

· радиусы окружностей впадин

где - коэффициент высоты головки;

· радиусы окружностей вершин

проверка:

· толщину зубьев по делительной окружности

· шаг зацепления по делительной окружности

3.3.2. Расчёт значений коэффициентов относительного удельного скольжения зубьев произведён по формулам:

где

и - отрезки, взятые по линии зацепления от точек и соответственно; .

Результаты расчётов сведены в таблицу.

, мм	0	30,75	61,5	92,25	123	164	205	246	287	328	369
		-4,5	-1,5	-0,5	0	0,375	0,6	0,75	0,857	0,9375	1
	1,0	0,815	0,6	0,333	0	-0,6	-1,5	-3	-6	-15

По полученным значениям и построены графики изменения и .

3.3.3. Коэффициент перекрытия

где (ab) - длина активной части линии зацепления.

4. Силовой расчет главного механизма

Силовой расчет проведен для положения механизма №3(лист 3).

группа 4 - 5

* силы тяжести звеньев:

G₄= m_4*g=353,16 Н;

G₅= m_5*g=392,4 Н;

* силу производственного сопротивления по графику (лист 1):

Р_пс=7000 Н;

* силы и моменты сил инерции звеньев:

= m_4*а_s4=38,34 Н;

= m_5*а_s5=51,6 Н;

Н/м;

1) -? ,

;

Н;

2) -? , -? ,

;

Масштабный коэффициент для построения плана сил определяем по формуле:

Н/мм;

Длины отрезков на чертеже:

мм;

мм;

мм - пренебрегаем;

мм - пренебрегаем;

мм - пренебрегаем;

Из плана сил находим:

Н;

Н;

Н;

3) -? ,

;

Из плана сил находим:

Н;

4);

группа 2 - 3

* силы тяжести звеньев:

G₂= m_2*g=196,2 Н;

G₃= m_3*g=343,35 Н;

* силы и моменты сил инерции звеньев:

= m_2*а_s2=27 Н;

= m_3*а_s3=19,53 Н;

Н/м;

Н/м;

Н;

1) -? ,

;

Н;

необходимо перенаправить;

2) -? ,

;

Н;

3) -? , -? ,

;

Масштабный коэффициент для построения плана сил определяем по формуле:

Н/мм;

Длины отрезков на чертеже:

мм;

мм;

мм - пренебрегаем;

мм - пренебрегаем;

мм - пренебрегаем;

мм;

мм - пренебрегаем;

мм;

Из плана сил находим:

Н;

Н;

Н;

начальное звено

1) Р_ур-?

;

Н;

Н;

2)

Масштабный коэффициент для построения плана сил определяем по формуле:

Н/мм;

Длины отрезков на чертеже:

мм;

мм;

Из плана сил находим:

Н;

Н/м;

проверка

 Нм;

Погрешность силового расчета составляет:

.

5. Силовой расчет с учетом сил трения

Выполнен на листе 3. Все масштабные коэффициенты сил совпадают с масштабными коэффициентами сил на силовом расчете без учета сил трения.

Определяем силы и моменты трения

группа 4-5

1) -? ,

;

Н;

2)

из плана сил находим

группа 2-3

1) -? ,

;

Н;

2) -? ,

;

Н;

из плана сил находим

начальное звено

;

Н;

КПД главного механизма равен:

6. Выбор электродвигателя

Определяем работу сил полезного сопротивления

Определяем работу сил полезного сопротивления на интеревале одного оборота главного вала (начального звена). Эта работа определяется как площадь , ограниченная графиком и осью абсцисс, умноженная на масштабы и :

6.1 Определяем требуемую мощность приводного электродвигателя

где Т - время одного оборота главного вала, с; ; - КПД зубчатой передачи (принимаем ); - КПД главного механизма (.

6.2 Выбор электродвигателя по каталогу

По каталогу асинхронных электродвигателей выбираем асинхронный электродвигатель 4АА63В4У3.

- мощность электродвигателя; - синхронное число оборотов; - номинальное число оборотов; - момент инерции ротора электродвигателя.

6.3 Определение приведенного момента сил

Приведенный момент сил тяжести и сил полезных сопротивлений рассчитываются для всех рассматриваемых положений механизма по формуле:

По результатам расчёта строим график .

	0	1	2	3	4	5	6	7	8
	0	0	14,1489	7000	7000	0	0	0	0
	0	0,21	0,105	0,105	0	0,0875	0,252	0,28	0
	-	180	180	180	-	0	0	0	-
	-	-1	-1	-1		1	1	1	-
	-	0	0	0	-	180	180	180	-
	-	1	1	1	-	-1	-1	-1	-
	0	0,175	0,21	0,1435	0	0,1316	0,2485	0,2345	0
	-	25	35	56	-	120,5	140,5	162	-
	-	0,9063	0,81915	0,55915	-	-0,50754	-0,77162	-0,95106	-
	0	0,0917	0,13728	0,138	0	0,11616	0,17072	0,12672	0
	-	55	64	77	-	102	112,5	124	-
	-	0,57358	0,43837	0,22495	-	-0,2079	-0,38268	-,5592	-
	0	0,203	0,266	0,2625	0	0,2436	0,2905	0,2065	0
	-	127	86	52	-	58	95,5	127	-
	-	-0,60182	0,06976	0,61566	-	0,52992	-0,09585	-0,60182	-
	0	20,753	-7,9165	-97,587	0	-6,4038	-30,46	-37,173	0

Углы между векторами сил и скоростей точек их приложения замерены на планах скоростей.

6.4 Определение приведенного момента инерции

Приведенный момент инерции определяем из условия равенства в каждый момент времени кинетической энергии модели кинетической энергии машинного агрегата.

Приведенный момент инерции рычажного механизма рассчитан по формуле:

№ полож.	0	1	2	3	4	5	6	7	8
	0	0,0982	0,101	0,5095	0	0,0638	0,178	0,1607	0

6.5 Суммарный приведенный момент инерции агрегата

Суммарный приведенный момент инерции агрегата равен сумме трёх слагаемых

где - приведенный момент инерции ротора электродвигателя, :

( - осевой момент инерции ротора, взятый из каталога электродвигателя);

- приведенный момент инерции зубчатых колёс редуктора и пары :

где - момент инерции зубчатых колёс редуктора относительно своих осей, кг*с²; - массы зубчатых колёс ; - скорость оси сателлитов,м/с; - угловая скорость сателиттов, с^-1; - угловая скорость вала двигателя, с^-1; - угловая скорость i-го зубчатого колеса, с^-1; к - число блоков сателиттов (принимаем к=3).

Момент инерции зубчатых колёс вычисляем по формуле

где - масса i - го зубчатого колеса равна

(b=0,05 м - ширина венца зубчатого колеса; - удельный вес стали), - радиус делительной окружности (m = 5мм):



Скорость оси сателлита

где

Угловая скорость блока сателлитов определена с использованием метода инверсии:

откуда .

6.6 Исследование установившегося движения

Предполагаем, что приведенный момент двигателя

на рабочем участке механической характеристики электродвигателя можно описать параболой , где А и В - некоторые постоянные величины, которые определим по формулам:

 ;

;

где - приведенный к звену 1 номинальный момент на роторе электродвигателя;

- приведенная к звену 1 синхронная угловая скорость электродвигателя;

- приведенная к звену 1 номинальная угловая скорость электродвигателя;

6.7 Определяем закон движения звена 1

Определяем закон движения звена 1 , используя формулу:

;

где i=1,2,…12 - индекс соответствует номеру положения кривошипа;

- угловой шаг.

Задавшись с^-1, последовательно ведем расчет для i=1,2,…12. Результаты расчетов представлены в табл. 9. Значения и взяты из табл. 7 и табл. 8.

Искомые значения щ₁ выделены в табл. 9. По этим значениям построен график зависимости (лист 3).

По табл. 9 определяем

с^-1; с^-1;

с^-1;

Коэффициент неравномерности хода машины

.

Таблица 9.

i п/п
1	149,305	15,5	6,385
2	149,335	19	6,394
3	149,385	2	6,398
4	149,465	-47	6,385
5	149,715	-97	6,34
6	149,345	-34	6,312
7	149,245	-1,5	6,304
8	149,305	-7	6,3
9	149,39	-26	6,289
10	149,41	-35	6,267
11	149,365	-32	6,249
12	149,235	0	6,243

7. Синтез кулачкового механизма

7.1 Определение закона движения толкателя

Исходные данные: закон движения толкателя

где h = 0,052 мм - ход толкателя; фазовые углы: - допустимый угол давления.

Дважды аналитически проинтегрируем закон движения толкателя.

Начальные условия: при

Следовательно,

При

Определим параметр а из условия:

Подсчитанные значения на интервале удаления с шагом приведены в таблице.

, град	0	10	20	30	40	50	60	70
	0,2092	0,1497	0,0897	0,0299	-0,0299	-0,0897	-0,1497	-0,2092
	0	0,0313	0,05214	0,0625	0,0625	0,05214	0,0313	0
	0	0,0029	0,01031	0,02047	0,03153	0,04169	0,04912	0,052

При :

Масштабные коэффициенты:

Строим теоретический профиль кулачка, пользуясь методом инверсии. Радиус ролика .

7.2 Определение жёсткости замыкающей пружины

Определяем жёсткость замыкающей пружины и усилие предварительного сжатия из условия

,

где - усилие предварительного сжатия пружины, Н; - масса толкателя; - угловая скорость кулачка; - аналог ускорения толкателя, м.

Для этого строим график , проводим из начала координат касательную к графику, а затем прямую, ей параллельную, на расстоянии .( - ускорение толкателя, соответствующее точке касания М).

Получим график для определения характеристик пружины.

Жёсткость пружины:

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1 Волгов В.А. Детали и узлы РЭА. -М.: Энергия. 2001. -656 с.

2 Устройства функциональной радиоэлектроники и электрорадиоэлементы: Конспект лекций. Часть I / М.Н. Мальков, В.Н. Свитенко. - Харьков:ХИРЭ. 2002. - 140 с.

3 Справочник конструктора РЭА: Общие принципы конструирования/ Под редакцией Р.Г. Варламова. - М.: Сов. Радио. 1999. - 480 с.

4 Фрумкин Г.Д. Расчет и конструирование радиоаппаратуры. - М.: Высшая школа. 1999. - 339 с.